автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.13, диссертация на тему:Создание гидроприводных двухпоточных пульповых насосов с диафрагменными вытеснителями

МИНИСТЕРСТВО ТЯЖЕЛОГО МАШИНОСТРОЕНИЯ

ВСЕСОЮЗНЫЙ ОРДЕНА ТРУДОВОГО КРАСНОГО ЗНАМЕНИ НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ, КОНСТРУКТОРСКИЙ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ ГИДРОМАШИНОСТРОЕНИЯ

На правах рукописи

УДК 621.658.035-82(043.3)

ШТЕЛЬМАХ Александр Александрович

СОЗДАНИЕ ГИДРОПРИВОДНЫХ ДВУХПОТОЧНЫХ ПУЛЬПОВЫХ НАСОСОВ С ДИАФРАГМЕННЫМИ ВЫТЕСНИТЕЛЯМИ

05.04.13 — Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

МОСКВА — 1990

Работа выполнена во Всесоюзном ордена Трудового Красного Знамени научно-исследоватнльском, конструкторском и технологическом институте гидромашиностроения.

Научный руководитель - кандидат технических наук, доцент

Соколов Аркадий Петрович.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Попов Дмитрий

Николаевич,

кандидат технических наук, доцент Бритвин Лев

Николаевич.

Ведущая организация: Московский энергетический институт

Защита состоится /Л 199Ог. в /х!. часов

на заседании специализированного Совета К 137 02.01 в Московском научно-производственном объединении гидромашин (НПО "ВНИИгидромаш") по адресу: 129626, г.Москва, 2-ая Мытищинская ул. д.2.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке

ВНИИгидромаша.

Автореферат разослан У^Я*_//_ 1990г.

Ваши отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью просим направить по адресу: 129626, г. Москва, 2-ая Мытищинская ул д. 2. -Специализированный Совет К 137 02.01.

Ученый секретарь специализированного Совета к.т.н.,с.н.с.

С.Н. Козлов.

СОЗДАНИЕ ГИДРОПРИВОДНЫХ ДВУХПОТОЧНЫХ ПУЛЬТОВЫХ НАСОСОВ С ДИАФРАГМЕННЫМИ ВЫТЕСНИТЕЛЯМИ

Общая характеристика. работы

Актуальность темы. Развитие гидротранспорта твердых материалов и создание металлургических производств, использугацих автоклавную технологию обработки материалов, требуют наличия совершенных пуль-повых насосов. В настоящее время во всех отечесвенных магистральных гидротранспортных системах и автоклавных производствах применяются объемные пультовые насосы с кривошипно-шатунным механизмом привода (вальные насосы), которые закупаются за рубежом.

Создание отечественного насосного оборудования для перекачивания высококонцентрированных абразивных суспензий при высоких давлениях является непременным условием развития современных прогрессивных технологий транспортировки и обработки твердых материалов.

Цель работы: разработка и создание высоконапорного насоса для перекачивания абразивных суспензий и создание метода количественной оценки эффективности использования насосов различных типов.

Основные задачи исследования:

- теоретическая проработка конструкций высоконапорных лульпо-вых насосов;

- экспериментальная проверка нового принципа управления вытеснителями двухпоточного гидроприводного насоса (ГШ);

- создание и внедрение в серийное производство высоконапорного насоса для перекачивания абразивных суспензий;

- разработка методики оценки эффективности использования насосов различных конструкций для определения области их рационального использования.

Научная новизна.

I .Еперые проведен детальный структурный анализ вальных и гидроприводных насосных установок, на основе которого получены неизвестные ранее аналитические зависимости между основными параметрами насосных установок и их весовыми и энергетическими характеристиками; впервые разработана методика определения оптимальной рабочей частоты пультовых насосов, определены области рационального применения вальных насосов и ГПН;

2.Впервые получены аналитические решения дифференциальных уравнений, описывагацих кинематику рабочих органов двухпоточных ГПН;

муг&ча таческця

3.Впервые создана фиоичоокая модель -горообразной диафрагмы для вытеснителей ГТШ, позволившая получить зависимости между отдельными параметрами диафрагмы.

4.Реализован новый принцип управления вытеснителями двухпоточ-ного ГПН.

5.Впервые в мировой практике внедрен в серийное производство высоконапорный гидроприводной насос с независимым управлением вытеснителей для перекачивания высококонцентрированных суспензий.

Практическая ценность работы заключается в следующем: разработаны и созданы конструкции гидроприводных двухпоточных пульповых насосных агрегатов ГНПА 400/100-М и АНГД 32/40, которые позволяют перекачивать абразивные суспезии и могут применяться в горнодобывающей, металлургической промышленности, энергетике и автоклавном производстве.

Внедрение результатов работы. Насосный агрегат АНГД 32/40 производится серийно и используется в настоящее время на станциях аэрации в линиях тепловой обработки осадков сточных вод.

Положения, выносимые на защиту.

1. Разработан новый принцип управления вытеснителями двухпо-точного гироприводного насоса и на его основе разработан, изготовлен и внедрен в серийное производство высоконапорный насос для перекачивания абразивных суспензий.

2. Создана методика количественной оценки эффективности использования насосов различных типов.

Личный вклад. Автору принадлежат: основные идеи создания двухпоточных 1БН с независимым управлением вытеснителей, разработка принципиальных схем ТИН с изолированными вытеснителями. Соавторы, члены творческого коллектива, которым руководит автор, оказывали равноправное содействие в проведении расчетов, разработке чертежей конструкций насосов и испытательных стендов, проведении экспериментов и обработке результатов.

Апробация работы. Основные результаты диссертационной работы докладывались:

- на всесоюзной конференции "Гидропривод в авиационных конструкциях" (г.Киев, 1972г.);

- на всесоюзной конференции "Трубопроводный гидротранспорт

твердых материалов" (г.Москва, 1381г.);

- на всесоюзной конференции "Состояние и меры по ускорению научно-технического прогресса и повышению качества и технического уровня поршневых насосов" (г.Саратов, 1989г.);

- на заседаниях научно-технического совета ВНИЙгидромаш.

Публикации . По теме диссертации опубликовано восемь статей, тезисы докладов. Конструкции гидроприводных насосов, основных элементов проточной части и рабочих органов защищены пятнадцатью авторскими свидетельствами.

Структура и объем работы. Диссертация состойт из введения, шести глав, заключения, списка литературы из ^Х наименований. Работа изложена на //¿^страницах машинописного текста, иллюстрирует-ся^Арисунками и .//таблицами.

Краткое содержание работы.

Во введении обосновывается актуальность темы и формулируется , цель диссертационной работы.

Особенностью высоконалорных пульповых насосов является повышенный абразивный износ элементов проточной части: вытеснительных узлов и рабочих клапанов, взаимодействукщих с абразивной суспензией.

При создании пульповых насосов остро стоит вопрос повышения ресурса быстроизнашиваемых элементов.

Анализ конструкций пульповых насосов зарубежных фирм показывает, что решение этого вопроса осуществляется в двух направлениях:

- минимизация количества взаимодействукщих деталей в проточной части насоса, упрощение их форм и легкость доступа;

- снижение уровня воздействия разрушавших факторов, действующих на детали проточной части: частоты рабочих циклов насосов, концентрации абразивной фракции и удельных нагрузок в контактной зоне взаимодействукщих элементов.

Развитию насосостроения в указанных направлениях соответствует появление на товарном рынке тихоходных вальных пульповых насосов с диафрагменными вытеснителями. Однако, снижение частоты рабочих циклов приводит к возрастанию массо-габаритных показателей и усложнению технологического цикла в производстве насосов (особенно диафрагменных).

Большие потенциальные возможности заложены в конструкциях

пульповых насосов с гидроприводом вытеснителей. Отсутствие криво-шипно-шатунного механизма значительно снижает массо-габаритные показатели и технологические требования при производстве насосов.

Для создания гидроприводного пульпового насоса необходимо решить следующие основные задачи:

- разработать схемы гидропривода с минимальным возмущающим воздействием колебательного движения вытеснителей на равномерный поток энергоносителя гидросистемы;

- стабилизировать кинематические параметры вытеснителей;

- разработать надежно действующие конструкции диафрагменных вытеснителей.

Первая глава посвящена обоснованию целесообразности применения ГПН для перекачивания высококонцентрированных суспензий на основе минимизации удельных годовых материалозатрат и их сопоставления для вальных и гидроприводных насосов.

Проводится анализ структурных схем гидроприводных и вальных насосных установок, устанавливаются аналитические зависимости между основными параметрами насосных установок и весовыми и ресурсными показателями их элементов, вводится понятие удельных годовых материалозатрат, на основе оптимизации которых определяется оптимальная частота пульпового насоса в функции рабочих параметров и производится сравнительная оценка гидроприводных и вальных насосов.

Удельные годовые натериалозатраты насосной установки:

- ^ м „я

М = Ей= -^—= У-ь-+ У-^-

ун 1 ^ /Гы/> ОГ и К^р О Т ь Кыр о Т

кг

КВТ.год

где общие материалозатрат за срок службы насосной установки Т лет; М- затраты материала на изготовление элементов установки ; /?- затраты материала на ремонт быстроизнашиваемых деталей установки в течении Т лет (для диафрагменных насосов - детали клапанных узлов); р и О- соответственно давление [кг/см3] и подача [м3/час] насоса; 2,7-Ю-2 - коэффициент пересчета единиц измерения.

Под //. понимаются величины Мн, Мр. Мо. М^. которые представляют собой соответственно массы насосов, редукторов, электродвигателей и центробежных насосов.

На основе статистической обработки данных, содержащихся в каталогах на соответствующее оборудование, были получены следующие зависимости:

• r p Q л.2/3 , р Q .5/6 , р Q л5/е

= ) • v^t—) ' ) '

, /> ¿? ч1/г p

M = ц - , где u . ti , ц , ц - коэффициенты пропоор-

Ц Ц V / нв р э ц

ц

циональности вальных насосов (НВ). редукторов (Р), электродвигателей (Э) и центробежных насосов (Ц) соответственно; р, Q, п - давление, подача и частота рабочих циклов пультового насоса; п , п -

Р ц

частота вращения выходного вала редуктора и центробежного насоса привода.

Величина R представляет собой суммарные рамонтные материало-затраты j-ого элемента клапанного узла за период зксрлуатации на-

тк

coca: R --И., где К- коэффициент резервирования насоса; М ,Т -

i Т j ) j J

масса и время наработки на отказ J-ого элемента клапанного узла. Элементы клапанных систем: клапанные тарелки, седла, уплотнитель-ные манжеты - имеют незначительный по отношению к насосу вес, однако, за амортизационный период общая масса изношенных и замененных элементов клапанных систем достигает двух-трех масс насоса.

Выражение, определяющее массу тарелок и седел клапана, зависит от быстроходности насоса:

í Q п .з

* О >1,5 „ _ для п < пп : //т с = р 0.3 f

где л = —f-,5 - переходная частота рабочих

п ос 7с 1 н

циклов; Лн - коэффициент усреднения подачи насоса; а, р -коэффициенты режима обтекания клапана; Mr 0. UT с - масса и коэффициент пропорциональности тарелки и седла клапана соответственно.

При оценке Т. были рассмотрены несколько моделей износа и принята формула: 7"т = тт с/э~3/2л-1,где Тт слт с- время наработки на отказ и коэффициент пропорциональности" тарелки и седла клапана соответственно.

Подставляя найденные значения в исходную зависимость удельных

годовых материалозатрат и решая уравнение О, были определены выражения для. оптимальной частоты п пультового насоса, при которой удельные материалозатраты насосной установки в целом становятся минимальными.

вальные насосы гидроприводные насосы

п > п п с<

п < п п

где В и Г индексы вальных и гидроприводных насосов; С -——

н К Т

иаг

ьТ К сХ3 , Л

, К чЗ . Ц Ц . вТ К В , К ,1,5 , и Ц ..

И—+—)-^——Ч—) (—+—].

К 1 4 ' X X ' Р К 1 4 ^ Ц 1 > ы тс к тс

Тг-К - проектная годовая наработка насоса в часах.

Сравнительные оценки материалозатрат при указанных оптимальных частотах рабочих циклов проводились для различных вариантов вальных и -гидроприводных насосных установок. Границы области рационального применения насосов различных конструкций определялись из решения уравнения #унв= Я #унг. где #унв. #унг- полные удельные материалозатраты вальной и гидроприводной насосной установки соответственно; Л=1; 1,5; 2,0-коэффициент, показывающий степень снижения материалозатрат при замене вального насоса на гидроприводной.

Итоговые результаты приведены на графике рис.1, из которого следует, что для значений параметров, находящихся на кривой I, Р [кг/см2]

V \ ) л

V -4 / ✓

V —V —

\ > . \ > V \ N

-- N \ V ч N

1 10 100 1000

т Ж^ш , а [и3/час]

Рис. I Срамитсльные материалозатрат^ вальных и гидроприводрых

насосных установок с приводом от поршневых насосов.

1,2,3-гидроприводной насос типа ГНПА(1- К=1.0; 2- К=1.5;3- К=2.0); 4,5-гидроприводной насос типа АНГД (4- К=1.0; 5- К=1.5)'

материалозатраты насосных установок типа ГНПА и типа "Гехо" (Голландия) равны; для параметров, находящихся на кривых 2 и 3, материалозатраты гидроприводных насосных установок соответственно в 1,5 и в 2 раза ниже, чем у вальных насосных установок.

Вторая глава посвящена обоснованию целесообразности применения ГПН для перекачивания высококонцентрированных суспензий на основе анализа энергетических характеристик и сопоставления этих характеристик для вальных и гидроприводных насосных установок.

Энергетические показатели пульповых насосных установок определяются как синтез потерь отдельных звеньев и преобразователей энергии насосных установок.

Механические, гидравлические и объемные потери, связанные с утечками жидкости, определялись по известным зависимостям; более подробно рассмотрены потери энергии, связанные с упругостью перекачиваемой среды.

Пульповые насосы с диафрагменными вытеснителями имеют повышенные потери энергии, связанные с упругостью перекачиваемой среды, ввиду больших вредных объемов рабочих камер и значительного газосодержания перекачиваемых пульп (до 10% по объему).

Учитывая, что такие потери энергии происходят в процессах подъема и сброса давления в рабочих камерах насосов, которые могут рассматриваться как скачкообразные, коэффициент объемных потерь энергии был рассчитан по адиабатическому циклу:

&Уа , л а V + дУа , ,

Р г У У Ч Г У +1

— (—=-+ —Е-) + <*(—2 - 1-1 а V ^ Е Е 1 ; р + I

п р

N

я, +1 *

р +1

» и

где аУ® - величина сжатия газосодержащей жидкости и газа в

адиабатическом цикле; дУж - величина сжатия чистой жидкости; Уп, V , Еп, Е - объем и модуль упругости жидкости в приводных и рабочих камерах; а - объемная концентрация газовой фракции, измеренная при давлении ра (атмосферном Давлении); рв - давление всасывания; Лг - показатель адиабаты; - коэффициент восстановления энергии системой рекуперации, заложенной в конструкцию насоса.

Для вальных насосов^системей рекуперации энергии является хри-вошипно-шатунный механизм. Величина А"в= 0,85 была получена на ос-

нове анализа механических потерь этого механизма.

В гидроприводных насосах кривошипно-шатунный механизм отсутствует и система рекуперации энергии встраивается в конструкцию насоса искусственно (а.с.N1465613), при этом расчет коэффициента дает значение —0,5.

Энергетические характеристики гидроприводных насосных установок с приводом от быстроходных поршневых насосов (частота рабочих циклов п=500 1/мин) сравнивались с энергетическими характеристиками вальных насосных установок типа "Гехо"(Голландия).

Для равных значений условий всасывания (рв = 2 кг/см2) и соотношения. полного и рабочего объемов (Уу/У = 5) был построен график функции дт} = т)в — т)г (рис.2), из которого видно, что в диапазоне концентрации газовой фракции а < 10% и давлений р « 400 кг/см2 энергетические показатели вальных и гидроприводных насосных установок приближенно одинаковы.

0,08 а

/Ь

0,04

0,02

0

100 200 ->Р 400

Рис.2 Сравнительные энергетические характеристики гидроприводных и вальных насосных установок.

При использовании в качоотво привод® ГШ центробежных насосов энергетические показатели гидроприводных насосных установок определяются практически целиком КОД центробежных насосов.

Таким образом основным выводом первых двух глав диссертации является утверждение о том, что применение ПШ для перекачивания абразивных пульп дает преимущества по сравнению с вальными насосами в широкой области параметров р и О.

Третья глава посвящена анализу проблем, возникагацих при создании ГШ. Рассматривается физическая модель двухпоточного гидроприводного насоса, как двухканального преобразователя энергии. Модель показывает, что нарушение симметрии потоков энергии по каждому из каналов приводит к искажению кинематических характеристик вытеснителей насоса. Кроме того модель позволяет произвести классификацию асимметрии по типу ее проявления в рабочем цикле и по типу ее проявления за время эксплуатации.

Основными классами являются: изотропная асимметрия (потери энергии в каналах различаются, но в каждом из каналов одинаковы по полупериодам), анизотропная асимметрия (потери энергии в одном канале изменяются в зависимости от направления движения вытеснителей); постоянная по времени асимметрия ("вшитые" в конструкцию насоса геометрические отклонения размеров), функциональная асимметрия (потери энергии изменяется по величине в течение эксплуатации за счет изменения сил трения и утечек) и асимметрия одиночного отказа рабочего клапана.

При создании двухпоточного ППН необходимо обеспечить компенсацию постоянной по времени асимметрии за счет настройки регулиру-юцего органа; изменяющейся асимметрии - за счет автоподстройки (самостабилизации) и предусмотреть средства защиты при появлении асимметрии одиночного отказа.

Решение этих задач зависит от выбранной схемы ГПН. Известны две такие схемы: схема "перекрестного" управления распределительным устройством (РУ), разработанная УКРНИИгидроуголь и схема "независимого" управления РУ, разработанная ЕНИИгидромашем (14 авторских свидетельств). Так как последняя имеет более простую конструкцию системы управления РУ и меньшее количество параметров кинематики, подверженных влиянию асимметрии, она выбирается для дальнейшего более подробного анализа.

Четвертая глава посвящена решению проблемы стабилизации кинематических параметров для варианта двухпоточного ГПН с жесткими вытеснителями - поршнями или плунжерами. Исследуется система уравнений, описывающая движение вытеснителей двухпоточного ГПН, состоящая из уравнений равновесия вытеснителей:

г2

с - с = + о + и . .

и н (1.2 по и

уравнения неразрывности потока: гж.=1, и уравнений, описывающих характеристики источника энергии и нагрузки: си=/(еж), Сн=/(гае.).

р р

Здесь б = —1—, б =—— - давление в источнике и нагрузке, Р " Р

Го I р <3?

р0=--- - перепад давления на управляющих окнах РУ при номи-

о

нальном расходе £?о сечение полностыо открытого управляющего

С?. 5.

окна); ж. = —— - расход в ¿-ой ветви; ф. = —— - управляющая

£? 5

о о

функция и 5.-сечение управляющего окна ¿-ого канала РУ; Р 1

спо = —— - расчетное значение потерь давления на преодоление

Ро

сопротивлений сил трения и клапанов.

Решение этой системы ищутся в аналитическом виде, для чего проводится линеаризация уравнений. В частности, характеристики источника энергии и нагрузки представляются в виде зависимостей: о =е -ци» , б =б +цгг , где с , о - постоянные составляющие

И ИО ' I Н НО 1 I ио но

величины давления в источнике и нагрузке при протекании расхода го = I; цн - коэффициенты, характеризувдие наклон линеаризованных характеристик источника и нагрузки в точке аео = I.

Точность аналитического решения проверяется машинными расчетами исходных уравнений на ЭВМ.

Решение системы линеаризованных уравнений дает значение безразмерной скорости ¿-ого вытеснителя ш. =^36., где Л.-коэффициент, учитывающий направление движения вытеснителей:

Ф- / ( £ф.)2 - ^ •> У.ф.Еф.

и = Л. —I + 1--) - Л.-— +

1 4 2 . 1 2 +( Еф^^ц

+ Л -г V. - иЛ----- - --

1 «■'

2 1 1 2 +ОФ.)2 ГЦ где индекс ] относится к противоположной (параллельной) ветви. Для большинства случаев, представляющих практическую ценность, можно считать ц , ц » I и аналитическое решение упрощается:

" Ч> 1 / Л

ш = Л —^ + К.— IV - р | Пф .

1 гф. 1 2 ^ ' ^

Было установлено, что приведенное выше аналитическое решение для ш. обеспечивает точность для области параметров,

соответствующих разработанному насосу АНГД 32/40.

Максимальное различие амплитуд движения вытеснителей в ветвях ГПН при максимальной изотропной асимметрии V. = vj (ии = V. = ур получаем как разницу интегралов скоростей вытеснителей в разных ветвях за половину периода: а^ = уи«и; наибольший дрейф

амплитуды при Т^ = 1Г = как разницу интегралов скоростей вытеснителей в интервале, равном периоду цикла: п = у « . Здесь «и, «а - коэффициенты^'чувствительностй гидросистемы к изотропной и анизотропной асимметрии:

2ф.Е(|).+2Г Еф.)гПф.ЕЦ г 4ф.£ф.+2Г Еф.")гПф.г:ц

й = Г »■ ^ ^ к ах ; а = Г ь 1 1 ^ ^ и а%.

± г+СЕф.^ц а ¿ 2+(Еф.)гЕЦ

Для значений ец » I коэффициенты •чувствительности-принимают вид:

1

(X = ОС = I 2ф ф С?Т. и а J

о

Показано, что смещение нейтрального положения золотника РУ так же приводит к дрейфу амплитуды: п = дф « . где « - коэффици-

хйрйкт^ри ЪиЮсций г ^ Р Г1РМР

ентучувствительност» гидросистемы к смещению нейтрали:

Г 2

« = -(¿"Г.

Р } Еф о

Анализ этих решений позволил оценить влияние конструктивных параметров РУ для обеспечения наименьшего влияния асимметрии сопротивлений на кинематику вытеснителей. Оказалось, что существенное снижение влияния асимметрии можно достичь за счет увеличения класса точности производства или увеличения управлящего перепада давления ро, что усложняет конструкцию и приводит к снижению энергетических показателей ГШ.

Наиболее рациональным является путь компенсации асимметрии. Так изотропная асимметрия полностью компенсируется запасом хода вытеснителей дА.* > , а компенсацию анизотропной асимметрии

можно осуществить регулированием Нейтрального положения золотника

РУ, при этом диапазон регулирования определяется соотношением: о<

> , где V™"- наибольшая величина анизотропной асим-

метрии.

Однако, при изменении режима работы или в процессе эксплуатации насоса происходит изменение параметров нагрузки и источника энергии (т.е. значения гц), что ведет к изменению величины асимметрии и нарушению достигнутого регулированием равновесия. Полное устранение дрейфа амплитуды возможно в системах с адаптивной подстройкой или с самостабилизацией, что анализируется в слелукщей главе диссертации.

В пятой главе для поиска конструктивного решения самостабилизации вытеснителей рассматривается физическая модель торообразной диафрагмы, которая представлена как подпружиненный поршень пере-

менного диаметра.

Исследуется следующая система дифференциальных уравнений, устанавливавшая связь между перемещением бортов диафрагм х и эффективной площадью вытеснения 5

э г

= я( гс + г с2а 1-2 ^¿ла <2х 2г со.?«

2гс + г(л-а+со5а)

2г[(к-а) (1+2С052<х+э/25£лгос)]+4гс[(л-а) соза+згда]

где г - малый радиус тора; гс - радиус заделки; а - угол профиля тора в заделке.

Численное решение этой системы уравнений на ЭВМ позволяет установить соотношение между эффективной площадью торообразной диафрагмы и перемещением ее бортов в зависимости от геометрических размеров диафрагмы.

Для нахождения условий самостабилизации кинематики необходимо решить новую систему уравнений движения диафрагменных вытеснителей с учетом их переменных площадей;

жг

о -<з = —--из -х.,

и н ф г по I V

где х. - дополнительный член, учитывающий влияние переменных эффективных площадей и наличие сил упругости диафрагм, который полагается равным: х. = б'ш. - б"<р" - с .. Здесь индексы С) и (")

• I I т I I I У1

относятся к параметрам вытеснителей, совершающих ход нагнетания и всасывания соответственно;

- 5 „ 5". - 5 Г .

6 - -22- , б = -22- и С . = -. где Р . -

1 5 1 5 у1 р 5 У1

зо эо 1 о эо

безразмерная сила упругости диафрагмы; <р. - перепад давления на £-ом вытеснителе; 5эо-площадь вытеснителя в среднем положении.

Условие неразрывности потока с учетом отличия расходов в напорных ж,н и сливных ж.с магистралях одной ветви за счет отличия эффективных площадей вытеснителей, осуществляющих ход нагнетания и всасывания, имеет вид:

ж = /С ш (1 + б') и г. = Л.ы. (1 + б") .

Ш 1. I.4 I 1.С I 1У

Совместно с характеристиками источника энергии и нагрузки эти уравнения составляют замкнутую систему, аналитическое решение которой производится методом нахождения отклонений от симметричного режима (симметричный режим: ж = I; V. = 0; су = 0; б. = б^ = 0;

Ф- ч

х. =0; со = К —- ).

10 1 Еф. '

Решение для скорости ¿-ого вытеснителя имеет вид:

ф. Ф. Г Еф.")2- 1 Сг> - дгЛф.Еф

ы. = Л. —^ + Л. ь--Л. 11 1

1 Еф. ^Еф. 2+ЕЦ(Еф.)2 i 2+ЕЦ(Еф.)2

X 1 >. (".-".^Г^Р^СЧ^ПФ, Е(Л.С0.об'.) ф.ГЦЕф. т —— К. -*--— /С. •-- .

2 1 2+ЕЦ(Еф.)2 1 2+ЕЦ(Еф.)г

В практически важных случаях при ец » I решение упрощается:

Ф 1 Г Л Ф г

О). = Я —ь + -I Пф- —б |.

1 Еф. 2 ^ 1 1 1 >} 1 1 Еф. ^ 1 10

Из полученного решения следует, что дрейф диафрагменных вытеснителей определяется как анизотронной асимметрией, так и стабилизирующим эффектом интегрального (за цикл) значения величины х . Введя понятие "рассогласование хода" вытеснителя л\. = X (0) -X* СО), отражающее отличие координаты начала движения вытеснителя в реальном цикле от идеального, и произведя ряд преобразований, удается получить выражение для дрейфа амплитуды диафрагменных вытеснителей: п --V « + д\а , где

I Се а 13 "

* ... К Ь

а = /2ф ф <р.= р(ф. +ф ); р = -— -безразмерный коэффициент,

5 N

а оэ

характеризующий изменение эффективной площади диафрагм при смещении вытеснителя; Ьа - длина хода вытеснителя; N - количество последовательно установленных диафрагм в одном вытеснителе; К - коэффициент пропорциональности в линеаризованной модели торообразной диафрагмы.

Таким образом, величина рассогласования хода д\. представляет

собой суммарный дрейф вытеснителей ¿-ой ветви за предыдущие циклы

« й

движения, а запас хода дЛа = у™"—— полностью компенсирует анизотропную асимметрию. При этом, общий общий запас хода вытеснителей равен: дЛ* = д\* + д\*. КШг£моти^С1;

Величина и^** является запасом^устойчивости диафрагменных вытеснителей. В том случае, когда реальная величина анизотропной асимметрии иа меньше запаса устойчивости и^*, то не требуется дополнительных систем стабилизации движения вытеснителей.

Анализ показывает, что запас4*устойчивости можно увеличить при соблюдении условия 1/ф2 - 1/ф2 -» О, где ф. , ф. - сечение напор-

1Н 1С 1Н |,Н

ного и сливного окна РУ соответствеецо. Остальные конструктивные

шненапм&сжхи г

параметры, увеличивая запас Vустойчивости, одновременно ухудшают

» • -

другие важные показатели ПШ.

Основным выводом этой главы является положение о том, что ГПН с торообразными диафрагменными вытеснителями имеют стабилизированную кинематику вытеснителей. Полученные в главе аналитические со-отношния позволяют производить расчеты характеристик самостабилизации вытеснителей.

Шестая глава посвящена экспериментальной проверке расчетной модели торообразной диафрагмы и методике испытаний.

На стенде (а.с. № 2172155) согласно этой методике, определялась зависимость эффективной площади торообразной диафрагмы от расстояния между ее бортами и от величины перепада давления на диафрагме. Приведены результаты измерений и расчетов, которые показывают их совпадение с точностью до 0,3%. Найдена слабая зависимость эффективной площади торообразных диафрагм от перепада давления. Показано, что с достаточной степенью точности функцию 5э = /(.г) можно аппроксимировать зависимостью = 5эо - Ядг, где ах - смещение борта диафрагмы от положения свободного состояния.

Описываются технические данные выпускаемого серийно пультового насосного агрегата АНГД 32/40, созданного на основе разработок, представленных в диссертации. Указаны пути дальнейшего совершенствования насосного оборудования для перекачивания высоскоконцен-трированных суспензий на базе конструкций двухпоточных ГТШ.

Выводы.

1. Разработана принципиально новая схема двухпоточного ПШ, защищенная авторскими свидетельствами.

2. Составлены системы уравнений, описыванщие кинематику двухпоточных ГПН с поршневыми и диафрагменными вытеснителями и получены их решения в аналитической форме. Анализ этих решений показывает, что для устойчивой работы ПШ с поршневыми вытеснителями необходима система адаптивной настройки, в то время как ГПН с диафрагменными вытеснителями такой настройки не требуют.

3. Разработаны конструкции двухпоточных ПШ с диафрагменными вытеснителями, защищенные авторскими свидетельствами.

4. Теоретически и экспериментально исследована модель торообразной диафрагмы, как подпружиненного поршня с переменным по длине хода диаметром, составлены уравнения, на основе которых определена зависимость между стабилизирующим фактором торообразной диафрагмы и ее геометрическими размерами.

5. Впервые в мировой практике создан и внедрен в серийное про-

изводство высоконапорный насос для перекачивания абразивных суспензий.

6. Создана методика количественной оценки эффективности использования насосов различных типов» основанная на оптимизации

. по УЧУ

рабочей частоты * шшшттщя материалозатрат на эксплуатацию насосных установок. На основе этой методики определены поля рационального применения насосов различных конструкций.

7. Показано, что гидроприводные насосные установки для перекачивания суспензий имеют одинаковые энергетические показатели с вальными насосными установками в области рабочих давлений до 400 кг/см2 при газосодержании перекачиваемой пульпы до &%.

Основные положения диссертационной работы опубликованы:

1. А.А.Штельмах, В.В.Грикевич. Кинематика гидроприводного двухпоточного насоса. - Всесоюзная конференция "Гидропривод в авиационных конструкциях": Тез.докл.конф. - КиевЛ972,с 32.

2. В.В.Грикевич, А.А.Штельмах. Анализ конструктивных схем гидроприводных насосов. - Всесоюзная конференция "Гидропривод в авиационных конструкциях": Тез.докл.- Киев,1972,с 42.

3. А.А.Штельмах, В.В.Грикевич. Анализ кинематики гидроприводного двухпоточного насоса. - Гидромашиностроение, М., "Энергия", 1975,с 135-152.

4. В.В.Грикевич, А.А.Штельмах. Анализ конструктивных схем пря-модействукхцих насосов. - Гидромашиностроение, М., "Энергия", 1975, с I15-134.

5.А.А.Штельмах. "Направление проектирования прямодействунщих насосов". ЦИНГИХИМнефтемаш, 1978,60с.

6. А.А.Штельмах. Гидроприводные насосы для гидротранспорта. -"Научно-технический прогресс в насосостроении". Труды ВНИИгидро-маш,1981,с 58-66.

7. А.П.Пивоваров, А.А.Штельмах, P.M. Юнисов. Применение гидроприводных насосных агрегатов для гидротранспорта - Всесоюзная конференция "Трубопроводной гидротранспорт ". Тез.докл.конф. - Москва, 1981, с 93-95.

8. А.А.Штельмах, И.А.Кочерга. Экспериментальные исследования пультового насосного агрегата. - "Качество и эффективность насосного оборудования". Труды ВНИИгидромаша,1984,с 94-108.

9. А.А.Штельмах, А.М.Ярмаркович. Анализ движения вытеснителей гидроприводного двухпоточного насоса. - Труды ВНИИгидромаш, М.,1985,с 68-85.

10. А.А.Штельмах, А.М.Ярмаркович. Стабилизация кинематики ди-

афрагменных вытеснителей гидроприводных двухпоточных насосов. -Труды ВНИИгидромаш. М., 1986, с.

11. А.А.Штельмах. Оптимальная частота циклов пульповых насосов "Насосы для интенсификации производственных процессов", сб. науч. тр. ВНИИгидромаш,М.,1988,с 34-47.

12. А.П.Соколов, А.А.Штельмах. Гидроприводные пульповые насосы. - Всесоюзная научно-техническая конференция "Состояние и меры по ускорению научно-технического прогресса и технического уровня поршневых насосов". Тез. докл. конф. Саратов,1989,с 15-16.

13. A.c. N 264076 (СССР). Торцевой вращающийся распределитель, (авт.изоб. А.А.Штельмах, и др. - заявл.18.10.1968г. N 1276462).

14. A.c. N 421793 (СССР). Гидроприводной поршневой насос, (авт. изоб. А.А.Штельмах, и др. - заявл.22.12.1971.,N I72794I).

15. A.c. N 373452 (СССР). Плоский распределитель для насоса, (авт.изоб. А.А.Штельмах, и др. - заявл.26.02.1971г., N 1630504).

16.' A.c. N 401823 (СССР). Диафрагменный поршневой насос, (авт.изоб. А.А-.Штельмах, и др. - заявл.22.12.1971г., N 1727942).

17. A.c. N 478953 (СССР). Гидроприводной насосный агрегат, (авт.изоб. А.А.Штельмах, и др. - заявл.2.07.1973г., N 1938926).

18. A.c. N 584092 (СССР). Гвдроприводной диафрагменный насос, (авт.изоб. А.А.Штельмах и др. - заявл.5.04.1975г., N 2175406).

19. A.c. N 2I72I55 (СССР). Установка для испытания диафрагм (авт. изоб. А.А.Штельмах и др. - заявл.15.09.1975г., N 2I72I55).

20. A.c. N 699225 (СССР). Гидроприводной насосный агрегат, (авт.изоб. А.А.Штельмах и др. - заявл.10.05.1975г., N 2357869).

21. A.c. N 90I6I4 (СССР). Насос для неоднородных жидкостей, (авт. изоб. А.А.Штельмах, и др. - заявл. 9.04.1980г., N 2907752).

22. A.c. N 798354 (СССР). Гидроприводной насос, (авт.изоб. А.А.Штельмах. и др. - заявл.II.03.1980г.,N 2738479).

23. A.c. N 918504 (СССР). Гидроприводной насосный агрегат для абразивных взвесей, (авт. изоб. А.А.Штельмах и др. - заявл.5.08. 1980г., N 2969276).

.24. A.c. N 1278487 (СССР). Гидроприводной насосный агрегат, (авт.изоб. А.А.Штельмах, и др. - заявл.16.04.1984г., N3728288).

25. A.c. N 1193291 (СССР). Гидроприводной диафрагменный насос, (авт.изоб. А.А.Штельмах, и др. - заявл.17.07.1984г., N 3768884).

26. A.c. N 1216458 (СССР). Гидравлический привод поршневого насоса, (авт. изоб. А.А.Штельмах. JI.С.Голов, И.А.Кочерга. - заявл. 16.05.1984Г., N 3757997).

27. A.c. N I465613 (СССР). Гидроприводной насос.(авт.изоб. А.А.Штельмах, А.М.Ярмаркович. - заявл.20.03.1987г., N 4212563).

16

v